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为了方便各位用户对螺杆式空压机的了解，现向广大螺杆式空压机用户、螺杆式空压机同行、有共同意识的好友来探讨螺杆式空压机机头大修的必要性和技术性。

螺杆式空压机机头概述：

螺杆式空压机主机(又称机头)的结构通常是由一对相互啮合的齿轮(螺杆、主机壳体、高压端及端盖和低压端及端盖)组成。螺杆式空压机主机正常运行时，螺杆与螺杆之间、螺杆与主机壳体及高低压端面之间都是不接触的(有微小的间隙由螺杆式空压机油来填充)。

螺杆式空压机机头的技术性能主要由以下三个方面的条件来保证：

1、螺杆、主机壳体和高低压端的加工都是高精度的。该精度保证了主机装配后，螺杆与螺杆之间、螺杆与主机壳体之间有适当间隙，该间隙大小已经充分考虑到了主机高温运行时螺杆及壳体会发生形变的问题。

2、螺杆与高低压端面的间隙大小是根据技术要求在进行螺杆装配时保证的。主机运行时螺杆没有轴向窜动，而螺杆的径向允许位移则是由高精度的轴承来保证的。

3、压缩机机头正常运行时润滑油形成的油膜使螺杆与螺杆之间不直接接触。但是，随着螺杆式空压机运行时间的推移，主机各个轴承必然会发生磨损，从而导致螺杆产生轴向窜动及径向位移增大，该变化会让螺杆与螺杆之间、螺杆与主机壳体及前后端面之间的间隙发生变化。这些间隙变化在轴承寿命期限内是正常的、允许的，而由此产生的螺杆式空压机产气量衰减及主电机负荷增加也是正常的、允许的。随着机组运行时间接近机头大修期，主机轴承的寿命逐渐趋进于最大允许时限。此时螺杆轴向和径向窜动量逐渐趋进于最大设计允许值，该变化会让螺杆与螺杆之间、螺杆与主机壳体及前后端面之间的间隙发生较大的变化。此时螺杆式空压机主机运行虽然仍然是安全的，但是已经到了必须考虑计划安排对主机进行大修的时候了。因为一旦机组运行时间越过大修期后，轴承磨损及主机配合间隙就到达了主机技术条件允许的极限值，此时的主机就处于不安全的运行状态，就随时有可能发生如下严重后果

4、螺杆式空压机机头运行负荷增大，对主电机及电器系统造成危害，螺杆式空压机机头螺杆之间、螺杆与前后端面之间、螺杆与主机壳体之间可能出现的强烈磨擦会使得主机运行负荷急剧增加，另外严重磨损的轴承的运转负荷也是很大的。如此一来，电机就会处于超负荷的工作状态，会严重地危及电机的安全运行。情况严重的话，如果螺杆式空压机组的电器保护装置反应不灵敏或失效，则还可能导致电机烧毁。

5、空压机排气量会发生较大幅度的衰减，螺杆式空压机机头配合间隙增大会导致主机效率严重降低，即螺杆式空压机排气量产生较大幅度的衰减，对用气单位的正常生产造成一定的影响。特别是对那些螺杆式空压机排气量配置富裕量较小的用户，由于空压机排气量衰减，在用气系统用气量相对稳定的情况下，管网压缩空气压力就会降低很多，机组噪音加大、温度升高、就可能出现用气系统设备等不能正常工作或根本无法工作，从而出现影响单位正常生产或导致暂时性的停产，给企业带来损失。

6、最严重的后果就是出现主机的突然"机头抱死"。一旦出现这样的情况，如果电器保护系统反应不及时或保护失效，同样可能给主电机和电器系统带来严重的损害。对于机头"抱死"的处理，一方面大修的维修费用会比正常大修要昂贵许多，另一方面由于主机元件会有损伤，因此修复后主机的综合性能也会较正常大修的主机要差一些。而如果是主机损伤严重程度已经到了不具修复价值或根本无法修复的，则只能是报废掉更换新螺杆式空压机主机，直接损失则是最大的。因为新购主机的费用通常是购买整台空压机组费用的三分之一左右，远远高于正常情况下的主机大修费用，而正常情况下大修合格的主机的综合技术性能和新主机却是非常相近的

综上分析可见，正常的主机大修工作既是设备维护的基本要求，也是企业控制正常的设备维护成本、避免不必要的资金损失和保障企业正常生产的基本要求，在此提醒广大螺杆式空压机用户对空压机主机按时、按照空压机说明书定期进行大修不仅是合理的，也是有必要的。

空压机改造中，售后组整理了一些工厂正运行的大型活空压机早年改缸后因管道振动空压机运转失常，致使工厂生产为之遭到影响，为此工程师对每根振动大的管道进行了分析，逐步采用了一系列的减振方法才得到了大型活塞式空压机振动疑问彻底的解决。
　　振动要点分析
　　激振力分析
　　大型活塞式紧缩机吸排气为间歇性且吸排气量大，使气流的压力和速度呈周期性改变且气流脉动大。在管道的弯头、异径管、控制阀、直管段等部位发作较大的激振力，致使了管道的振动。
　　（1）直管〈如图1〉

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　　（2）弯头

　　弯头受力如图2所示。与直管一样，只考虑压力脉动有些。其变形除了与直管段相似的沿轴向伸长与缩短变形以及沿径向的拓展与减小变形以外，还增加了弯头的曲折变形，发作了如图2所示的V1与V1′, V2与V2′方向的周期性运动。

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　　（3）异径管

　　异径管受力如图3所示。与直管一样只考虑压力脉动有些。其变形除了与直管段相似的沿轴向伸长与缩短变形以及沿径向的拓展与减小变形以外，还增加了由升p1S1-p1S2致使的轴向往复运动。紧缩机技术管道一般一同具有直管、弯头、异径管等，因此，各种变形叠加构成了管道的周期性振动位移，其方向多样。
　气柱振动系统分析
　　往复紧缩机管路内运送的气体，其均匀流速相对气体介质中的声速低得多，故可视气体为中止的。这种中止的气体称为气柱，气柱可以紧缩、胀大，是一个弹性体，气柱又有一定的质量，故气柱自身是一个振动系统。当气柱遭到一定的激起今后，就会构成一定的受迫振动。振动的效果表现为压力脉动，当脉动的气柱遇到弯头、三通、异径管等时就构成激振力。当激起频率与气柱固有频率 (一般是多个) 之一相等或邻近时，就会激起气柱构成强烈的脉动，称为气柱共振。假设激起频率与管段的固有频率相等或邻近，此时气柱处于共振情况的长度称为共振管长。
　　机械振动系统分析
　　由管道、管道附件、容器、支架等构成，遭到激起后发作机械振动呼应，即一般所说的管道振动。当激起力的频率与管道结构系统的固有频率之一相等或邻近时，就构成了机械共振，此时出现最大的振动起伏。当激起频率、气柱固有频率、管道结构固有频率三者相等或邻近时，出现最严重的管道振动。
　　管道减振方法
　　往复活塞式紧缩机气流脉动无法避免，故管道振动也无法避免，我们要尽或许地把振动控制在一定规划，确保管系长周期运用不至损坏。在采用管道减振方法时切忌不作任何分析地盲目进行减振，这么做不但效果欠好，并且有或许加速管道的失效。如表1所示，应关于不一样的要素采用不一样的减振方法。
　　采用以上减振方法后，空压机的振动疑问得到彻底的处理。